基于面板貢獻(xiàn)量控制車內(nèi)噪聲

摘要:針對(duì)某SRV車，建立了白車身有限元模型和聲學(xué)邊界元模型。對(duì)聲固耦合和非耦合時(shí)駕駛員右耳的聲壓頻率響應(yīng)特性進(jìn)行分析，結(jié)合模態(tài)分析找出關(guān)注頻率。在這些頻率下進(jìn)行面板貢獻(xiàn)量分析，找出了主要的正負(fù)貢獻(xiàn)面板。對(duì)白車身進(jìn)行速度頻率響應(yīng)分析，找出振動(dòng)腹部的節(jié)點(diǎn)；運(yùn)用加權(quán)系數(shù)法，建立與節(jié)點(diǎn)速度和場(chǎng)點(diǎn)聲壓有密切關(guān)系的目標(biāo)函數(shù)。在此基礎(chǔ)上，提出一種通過(guò)優(yōu)化板件厚度降低結(jié)構(gòu)振動(dòng)速度，間接控制車內(nèi)噪聲的方法。

關(guān)鍵詞：間接邊界元法；聲固耦合；面板貢獻(xiàn)量；優(yōu)化

中圖分類號(hào)：U463.82 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號(hào)：1005-2550（2011）05-0027-06

In-car Noise Control Based on Panel Contribution Analysis

ZHANG Xue-qiu，GONG Bing，CHEN Jian

（Institute of Sound and Vibration Research，Hefei University of Technology，Hefei 230009，China）

Abstract:To a certain vehicle，F(xiàn)E model of the BIW（body-in-white）and BE model of acoustic cavity are built. The focused frequencies are found by calculating coupled and uncoupled sound field frequency response combined modal analysis.The mainly positive or negative contribution panels are found by analyzing panel contribution at those focused frequencies.The nodes of the belly of vibrating are found by velocity frequency response analysis of the BIW，then the target function which connected with the nodes velocity and field point pressure is established by using weight coefficient method. On this basis，a method is put forward that is reducing vibration by optimizing panel thickness for the sake of controlling in-car noise indirectly.

Key words: indirect BEM；acoustic-structural coupling；panel contribution analysis；optimization

車內(nèi)噪聲是由發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)、輪胎、液壓系統(tǒng)及結(jié)構(gòu)振動(dòng)引起的。無(wú)論傳遞路徑如何，乘坐室內(nèi)部噪聲主要是通過(guò)車身板件與車內(nèi)空腔相互耦合振動(dòng)激發(fā)的［1］。車身板件的不同區(qū)域?qū)Τ俗覂?nèi)部空間任意位置聲壓的貢獻(xiàn)是不同的，因此進(jìn)行面板貢獻(xiàn)量分析對(duì)降低車內(nèi)噪聲具有指導(dǎo)意義［2］。

另外，殼類結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲問(wèn)題的理論和數(shù)值方法已經(jīng)相對(duì)成熟［3］。近年來(lái)，以噪聲控制為目的的結(jié)構(gòu)振動(dòng)聲學(xué)靈敏度分析、聲學(xué)優(yōu)化已經(jīng)成為研究的熱點(diǎn)［4-6］，并且嘗試用矩形板結(jié)構(gòu)計(jì)算場(chǎng)點(diǎn)聲壓對(duì)板件厚度的靈敏度以達(dá)到優(yōu)化的目的［7］。然而這種直接計(jì)算聲學(xué)靈敏度的方法需要計(jì)算所有節(jié)點(diǎn)對(duì)板件厚度的靈敏度，當(dāng)節(jié)點(diǎn)較多時(shí)，就需要很長(zhǎng)的計(jì)算時(shí)間甚至無(wú)法計(jì)算。

本文對(duì)某SRV車進(jìn)行面板貢獻(xiàn)量分析，通過(guò)計(jì)算代表點(diǎn)法向速度對(duì)厚度的靈敏度，優(yōu)化板件的厚度降低車內(nèi)噪聲。

1 模型的建立及聲學(xué)頻率響應(yīng)分析

1.1 模型的建立及模態(tài)分析

1.1.1 結(jié)構(gòu)模態(tài)的建立及分析

本文所分析的SRV車的車身是由鈑金件構(gòu)成，這些鈑金件有一定的厚度，而且能抵抗拉壓力和彎曲扭轉(zhuǎn)載荷。因此選擇能充分描述這些零件特征的板殼單元來(lái)模擬。點(diǎn)焊使用ACM2模型模擬，螺栓等連接使用RBE2來(lái)模擬。在HyperMesh中建立了白車身模型，如圖1所示。

圖1 白車身有限元模型

用4根橡皮繩把白車身懸掛在專用吊架上，整個(gè)懸掛系統(tǒng)的固有頻率小于2 Hz。采用單點(diǎn)激勵(lì)多點(diǎn)響應(yīng)的試驗(yàn)方案，對(duì)白車身進(jìn)行模態(tài)測(cè)試。用力錘錘擊剛度較大的車頭位置以產(chǎn)生激勵(lì)信號(hào)，采用BK公司的加速度傳感器拾取響應(yīng)信號(hào)。利用LMS公司的Test.Lab軟件對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理和分析。

其中前4階白車身計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)的固有頻率如表1所示，計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)的整體模態(tài)振型如圖2所示。

表1 白車身計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)結(jié)果對(duì)比

（a）Z向一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)振型對(duì)比圖

（b）Z向一階彎曲模態(tài)振型對(duì)比圖

圖2 模態(tài)振型對(duì)比圖

對(duì)于計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)結(jié)果比較，在固有頻率值方面，如果兩者的誤差在10%以內(nèi)，則一般可以接受。由表1可知，計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)的固有頻率誤差的絕對(duì)值最大為6.04%，振型和節(jié)線的位置一致，可見(jiàn)所建立的白車身有限元模型有較高的精度，可以作為后續(xù)分析的模型。

1.1.2 聲模態(tài)的建立及分析

根據(jù)每個(gè)聲波波長(zhǎng)至少含有6個(gè)聲學(xué)單元，結(jié)合本文的計(jì)算頻率（20~200 Hz），取單元長(zhǎng)度為50~100 mm，考慮座椅和儀表盤(pán)所占空間對(duì)聲場(chǎng)的影響，建立同時(shí)考慮座椅和儀表盤(pán)所占空間的聲學(xué)網(wǎng)格模型。圖3為聲學(xué)邊界元模型。

圖3 聲學(xué)邊界元模型

與結(jié)構(gòu)系統(tǒng)類似，聲腔也具有固有頻率和模態(tài)振型的特性，只不過(guò)結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的模態(tài)振型是以位移分布為特征的，而聲學(xué)模態(tài)是以聲壓分布為特征。車內(nèi)聲學(xué)模態(tài)分析將對(duì)后續(xù)分析提供非常有價(jià)值的指導(dǎo)意義，能清楚地指出哪些頻率下可能激起了聲振耦合。表2給出了聲模態(tài)分析的結(jié)果。

表2 聲模態(tài)計(jì)算

1.2 聲固耦合與非耦合時(shí)聲壓特性對(duì)比

在發(fā)動(dòng)機(jī)左右懸置上各施加一個(gè)Z向單位載荷，頻率范圍為20~200 Hz，步長(zhǎng)為3 Hz，在座椅上定義阻抗來(lái)模擬吸聲屬性，在LMS.virtual.lab聲學(xué)模塊中運(yùn)用間接邊界元法分別計(jì)算出聲固耦合與非耦合時(shí)駕駛員右耳聲壓頻率響應(yīng)，如圖4所示。

圖4 聲固耦合與非耦合時(shí)駕駛員右耳聲壓對(duì)比曲線

從圖4可以看出對(duì)于非耦合時(shí)，駕駛員右耳聲壓在59 Hz、98 Hz、110 Hz、122 Hz、143 Hz、161 Hz和194 Hz出現(xiàn)較高的聲壓峰值。聲固耦合與非耦合時(shí)聲壓級(jí)區(qū)別較大的頻率為110 Hz、137 Hz、143 Hz、161 Hz和197 Hz，且非耦合時(shí)的聲壓級(jí)比耦合時(shí)還要大，這是由于聲振耦合時(shí)壁板吸收了部分聲音的能量的結(jié)果。另外，這些聲壓級(jí)相差異的頻率正好和第二階（109.67 Hz）、第四階（137.60 Hz）、第五階（143.62 Hz）、第六階（160.13 Hz）、第十階（198.92 Hz）聲模態(tài)頻率吻合，同時(shí)與第57階（109.55 Hz）、第86階（138.07 Hz）、第95階（143.55 Hz）、第119階（161.00 Hz）、第173階（197.74 Hz）結(jié)構(gòu)模態(tài)吻合。充分證明了聲固耦合作用對(duì)場(chǎng)點(diǎn)聲壓有非常大的影響，因此應(yīng)該加以考慮。

綜合考慮峰值頻率和聲固耦合與非耦合時(shí)聲壓級(jí)相差異的頻率，得出本文需要關(guān)注的頻率為59 Hz、98 Hz、110 Hz、122 Hz、137 Hz、143 Hz、161 Hz、194 Hz和197 Hz，后文將對(duì)這些頻率進(jìn)行面板貢獻(xiàn)量分析和車內(nèi)噪聲的控制。

2 面板貢獻(xiàn)量分析

轎車乘坐室噪聲是由組成乘坐室所有板件的振動(dòng)引起的，車身不同板件對(duì)乘坐室內(nèi)場(chǎng)點(diǎn)聲壓的貢獻(xiàn)是不同的。在過(guò)去的研究中，一般認(rèn)為在邊界上振動(dòng)大的部位是引起車內(nèi)噪聲的主要噪聲源，這樣就忽略了振動(dòng)相位所造成的影響。因此本文先進(jìn)行面板貢獻(xiàn)量分析，為后續(xù)控制車內(nèi)噪聲提供指導(dǎo)。

取vns為表面法向速度的列向量，p為某場(chǎng)點(diǎn)的聲壓，得到頻率的關(guān)系式：

p（）=ATVT（）vns（）（1）

式中：ATV（Acoustic Transfer Vector）是聲傳遞向量，物理意義為單元或節(jié)點(diǎn)在特定頻率下的單位速度在場(chǎng)點(diǎn)上引起的聲壓值。ATV與下列參數(shù)有關(guān)：結(jié)構(gòu)的幾何形狀；結(jié)構(gòu)的表面處理；場(chǎng)點(diǎn)的位置；計(jì)算頻率；聲介質(zhì)的物理參數(shù)［8］。

面板對(duì)場(chǎng)點(diǎn)的聲壓貢獻(xiàn)pc可由面板所包含的n個(gè)有限單元對(duì)場(chǎng)點(diǎn)聲壓貢獻(xiàn)之和求得，即表示為：

pc=ATVTeVe（2）

式中：e為單元編號(hào)；ATVe為面板所包含單元的聲傳遞向量矩陣；Ve為單元e的法向振速向量。

對(duì)面板聲貢獻(xiàn)量進(jìn)行歸一化處理可得面板聲學(xué)貢獻(xiàn)系數(shù)Dc：

Dc=Re（3）

式中，p為場(chǎng)點(diǎn)聲壓；p*為其共軛復(fù)數(shù)；Re為取其實(shí)部。

從上文的分析可以看出，要計(jì)算面板貢獻(xiàn)量必須先計(jì)算節(jié)點(diǎn)的法向速度和聲傳遞向量。

2.1 白車身結(jié)構(gòu)頻率響應(yīng)分析

頻率響應(yīng)能夠計(jì)算結(jié)構(gòu)在穩(wěn)態(tài)振動(dòng)激勵(lì)下的節(jié)點(diǎn)或單元的速度。通過(guò)頻率響應(yīng)分析，可以很直觀地了解到在所關(guān)注的頻率下哪些部位是振動(dòng)的腹部區(qū)域，同時(shí)頻率響應(yīng)分析的結(jié)果還可以作為面板貢獻(xiàn)量分析的邊界條件。根據(jù)法向速度云圖選取各關(guān)注頻率下振動(dòng)腹部區(qū)域的節(jié)點(diǎn)作為板塊的振動(dòng)速度代表節(jié)點(diǎn)，如表3所示。

在后文中將通過(guò)降低這些節(jié)點(diǎn)的振動(dòng)速度間接達(dá)到控制車內(nèi)噪聲的目的。為了充分說(shuō)明所選的節(jié)點(diǎn)具有代表性，優(yōu)化這些點(diǎn)的速度峰值能達(dá)到降低車內(nèi)噪聲的效果，在這里給出了這些節(jié)點(diǎn)的速度幅值頻率響應(yīng)曲線，如圖5、圖6所示。

從圖7中可以看出ID=370 423、44 468、83 793的節(jié)點(diǎn)在98 Hz出現(xiàn)較高的峰值；從圖8可以看出，所選節(jié)點(diǎn)在59 Hz、98 Hz、122 Hz、146 Hz和197 Hz出現(xiàn)較高的聲壓峰值，這和所選的關(guān)注頻率一致。

2.2 面板貢獻(xiàn)量結(jié)果分析

把結(jié)構(gòu)節(jié)點(diǎn)速度導(dǎo)入LMS.Virtual.lab聲學(xué)模塊中，并把其映射到邊界元模型上，結(jié)合ATV，并把邊界元模型劃分成如下幾個(gè)板件，如圖7所示，計(jì)算出面板貢獻(xiàn)度系數(shù)，如圖8所示。圖8為59 Hz和98 Hz面板貢獻(xiàn)系數(shù)圖，表4為關(guān)注頻率下，對(duì)場(chǎng)點(diǎn)聲壓的主要正、負(fù)貢獻(xiàn)面板。

3 修改結(jié)構(gòu)優(yōu)化車內(nèi)噪聲

3.1 優(yōu)化的可行性

在正貢獻(xiàn)面板上附加阻尼控制車內(nèi)低頻噪聲效果并不明顯，而且由于車輛輕量化的要求對(duì)附加阻尼引入的質(zhì)量必須嚴(yán)格加以控制［9］。筆者結(jié)合面板貢獻(xiàn)量分析，提出了一種通過(guò)降低邊界振動(dòng)速度優(yōu)化車內(nèi)噪聲的方法。

下面將分析這種方法的可行性，由于ATV與板件的厚度無(wú)關(guān)，（1）式兩邊對(duì)厚度x求偏導(dǎo)數(shù)得：

=ATVT（）（4）

式中： p（）/x是場(chǎng)點(diǎn)聲壓對(duì)板件厚度的靈敏度；vns（）/x是法向速度對(duì)板件厚度的靈敏度。

由（4）式可知，只要結(jié)合ATV就可以通過(guò)計(jì)算法向速度對(duì)厚度的靈敏度近似計(jì)算出場(chǎng)點(diǎn)聲壓對(duì)厚度靈敏度，從而可以通過(guò)優(yōu)化板件的厚度來(lái)降低車內(nèi)噪聲。

3.2 三要素的確定

為了達(dá)到這個(gè)目的，對(duì)目標(biāo)函數(shù)作如下考慮：①取峰值聲壓頻率作為速度優(yōu)化的頻率；②結(jié)合面板貢獻(xiàn)量和法向速度振動(dòng)云圖，選取振動(dòng)最大的節(jié)點(diǎn)法向速度的幅值的均方根來(lái)代表整個(gè)板件的速度；③同一個(gè)節(jié)點(diǎn)，不同頻率法向速度的振幅不一樣，取其中一個(gè)振幅為1個(gè)單位，其它振幅與其相除，得到的系數(shù)作為這個(gè)節(jié)點(diǎn)速度的加權(quán)系數(shù)；④對(duì)其它的節(jié)點(diǎn)，以第一個(gè)節(jié)點(diǎn)中1個(gè)單位的振幅為參考，得到所有的節(jié)點(diǎn)不同頻率下的加權(quán)系數(shù)；⑤取邊界上的法向速度為1個(gè)單位計(jì)算出面板貢獻(xiàn)度系數(shù)，作為不同面板、不同頻率下的加權(quán)系數(shù)（消除面板貢獻(xiàn)度系數(shù)中法向速度的影響）。

綜合以上考慮，目標(biāo)函數(shù)可以表達(dá)為：

f（x）=bnkamk（5）

式中：bnk為第n塊板在第k個(gè)關(guān)注頻率下的加權(quán)系數(shù)；amk為第m點(diǎn)在第k個(gè)關(guān)注頻率下加權(quán)系數(shù)；xmkr為第m點(diǎn)在第k個(gè)關(guān)注頻率下的法向速度實(shí)部；xmki為第m點(diǎn)在第k個(gè)關(guān)注頻率下的法向速度虛部。

根據(jù)以上方法并結(jié)合計(jì)算速度響應(yīng)時(shí)找出的振動(dòng)腹部區(qū)域的節(jié)點(diǎn)，以X方向近似防火墻的法向方向，以Z方向近似前后地板和頂棚的法向。對(duì)應(yīng)表5、表6列出了各加權(quán)系數(shù)的值，表5為bnk的值，表6為ank的值。

從表5可以看出各面板的加權(quán)系數(shù)有正有負(fù)，目標(biāo)函數(shù)降低時(shí)相當(dāng)于減小正貢獻(xiàn)面板上節(jié)點(diǎn)的振動(dòng)速度和增加負(fù)貢獻(xiàn)面板上節(jié)點(diǎn)的振動(dòng)速度，即增加負(fù)貢獻(xiàn)面板的振動(dòng)和減小正貢獻(xiàn)面板的振動(dòng)都可以達(dá)到降低車內(nèi)噪聲的目的。

原白車身總質(zhì)量為344.8 kg，取質(zhì)量的變化不超過(guò)20 kg，則全局約束條件的表達(dá)式為：

324.8≤g（X）≤364.8（6）

把那些對(duì)整體剛度和局部剛度有較大影響的零件的厚度作為設(shè)計(jì)變量。考慮到結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度，取厚度的下限值為0.8 mm；考慮到?jīng)_壓工藝的要求，取上限值為2.0 mm。將編寫(xiě)好的.bdf文件導(dǎo)入nastran進(jìn)行計(jì)算，經(jīng)過(guò)10次迭代后優(yōu)化收斂，目標(biāo)函數(shù)由-3.67 mm/s下降到-6.42 mm/s，如圖9所示。從.f06文件中查看最后一步設(shè)計(jì)變量的值，結(jié)合廠家提供板件尺寸，最后確定板件的厚度如表7所示。優(yōu)化后白車身的質(zhì)量為331.7 kg，較優(yōu)化前減輕了13.1 kg，符合輕量化設(shè)計(jì)的要求。

圖9 目標(biāo)函數(shù)數(shù)值的變化歷程

表7 設(shè)計(jì)變量的參數(shù)

根據(jù)優(yōu)化后的模型重新計(jì)算駕駛員右耳的聲壓，對(duì)優(yōu)化前后聲壓進(jìn)行對(duì)比，如圖10所示。從圖中可以看出所有的關(guān)注頻率下的聲壓都有一定程度地降低，其中59 Hz、98 Hz、122 Hz、161 Hz、194 Hz和197 Hz均降低4 dB以上，有些頻率聲壓略有升高但均不處于峰值頻率處，因此達(dá)到了降低車內(nèi)聲壓的目的。

圖10 優(yōu)化前后駕駛員右耳的聲壓值

4 結(jié)論

本文計(jì)算了聲固耦合與非耦合時(shí)駕駛員右耳的聲壓頻率響應(yīng)，找出59 Hz、98 Hz、110 Hz、122 Hz、137 Hz、143 Hz、161 Hz、194 Hz和197 Hz為關(guān)注頻率；在這些頻率下計(jì)算了各面板對(duì)場(chǎng)點(diǎn)的貢獻(xiàn)量，找出了主要的正負(fù)貢獻(xiàn)面板；在此基礎(chǔ)上提出一種通過(guò)優(yōu)化結(jié)構(gòu)振動(dòng)速度間接控制車內(nèi)噪聲的方法，在白車身質(zhì)量降低了13.1 kg的同時(shí)有效地控制了各關(guān)注頻率下的聲壓。

參考文獻(xiàn)：

［1］ 靳曉雄，張立軍.汽車噪聲的預(yù)測(cè)與噪聲［M］.上海：同濟(jì)大學(xué)出版社，2004.

［2］ Zhang K Y，Lee M R，etal. Vehicle Noise and Weight Reduction Using Panel Acoustic Contribution Analysis ［J］.SAE Paper，1995，951338.

［3］ 程昊，高煜，張永斌，等. 振動(dòng)體聲學(xué)靈敏度分析的邊界元法［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2008，7（44）:45-51.

［4］ Hambric S A. Approximation techniques for broad-band acoustic radiated noise design optimization problems［J］.J. Vib Acoust，1995，117 （1）:136-144.

［5］ Wang S.Design sensitivity analysis of noise，vibration，and harshness of vehicle body structure［J］.Mech Struct，1999，27（3）: 317-336.

［6］ Tinnsten M，Esping B，Jonsson M. Optimization of acousticresponse［J］.Struct Optin，1999，18（1）: 36-47.

［7］ 張軍，兆文忠，張維英.結(jié)構(gòu)聲輻射有限元/邊界元法聲學(xué)-結(jié)構(gòu)靈敏度研究［J］.振動(dòng)工程學(xué)報(bào)，2005，3（18）:366-370.

［8］ 劉斌，丁渭平，李允，等.基于ATV的車內(nèi)低頻噪聲貢獻(xiàn)量分析與改進(jìn)［J］.汽車科技，2010，（5）:55-58.

［9］ 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動(dòng):理論與應(yīng)用［M］.北京理工大學(xué)出版社.2006，6.